摘 要：為提高太陽(yáng)能利用率和熱泵熱力學(xué)性能，將真空管集熱器、熱泵和填充床等結(jié)合，提出一種級(jí)聯(lián)型潛熱儲(chǔ)存耦合熱泵系統(tǒng)用于建筑供熱。針對(duì)太陽(yáng)能集熱及室外溫度等條件，將太陽(yáng)能蓄熱和室外空氣作為熱泵的熱源進(jìn)行系統(tǒng)集成設(shè)計(jì)。在FLUENT和EES中分別建立填充床和熱泵的熱力學(xué)模型，并分析填充床的換熱流體流量、放熱溫度和用戶(hù)回水溫度對(duì)系統(tǒng)熱力性能的影響。結(jié)果表明，填充床流體流量從0.05 kg/s增至0.07 kg/s時(shí)，熱泵系統(tǒng)整體平均性能指數(shù)下降0.16；填充床作為熱源的放熱溫度升高20 ℃時(shí)，填充床供熱增加74269 kJ，有效放熱率下降21.9%；當(dāng)用戶(hù)回水溫度升高10 ℃時(shí)，熱泵系統(tǒng)整體平均性能指數(shù)下降0.19，有效放熱率下降16.2%。

關(guān)鍵詞：供熱；相變材料；熱泵；真空管集熱器；熱力性能

中圖分類(lèi)號(hào)：TK513.5 " " " " 文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A

0 引 言

目前，為爭(zhēng)取在2030年實(shí)現(xiàn)碳達(dá)峰、2060年實(shí)現(xiàn)碳中和，中國(guó)正在傳統(tǒng)能源領(lǐng)域進(jìn)行結(jié)構(gòu)性改革。中國(guó)城鎮(zhèn)農(nóng)村地區(qū)的建筑能耗占比較大，為減少環(huán)境污染，空氣源熱泵在政策支持下被迅速而廣泛地應(yīng)用［1］。但空氣源熱泵存在寒冷地區(qū)效率低和容易結(jié)霜等缺點(diǎn)［2］，并且為了控制碳排放，增加可再生能源的占比顯得尤為重要。太陽(yáng)能作為一種清潔環(huán)保的可再生能源，可滿(mǎn)足一定程度的建筑熱負(fù)荷。由于太陽(yáng)能具有波動(dòng)性和間歇性，無(wú)法更好地滿(mǎn)足供需關(guān)系，因此引入相變蓄熱來(lái)平衡供需關(guān)系，成為太陽(yáng)能和空氣源熱泵耦合的關(guān)鍵環(huán)節(jié)［3］。

目前，針對(duì)太陽(yáng)能輔助和蓄熱型空氣源熱泵的研究較多。Narula等［4］提出蓄熱耦合空氣源熱泵用于不同建筑空間供熱，并證明了蓄熱裝置的加入可有效減少碳排放；王宇波等［5］提出一種結(jié)合夜間能源存儲(chǔ)（冷存儲(chǔ)和熱存儲(chǔ)）、高峰負(fù)荷轉(zhuǎn)移的新型太陽(yáng)能-空氣源熱泵系統(tǒng)；王登甲等［6］提出一種吸收式熱泵驅(qū)動(dòng)大型太陽(yáng)能集熱場(chǎng)耦合集中供熱系統(tǒng)；金昕等［7］提出三級(jí)相變材料，其比單級(jí)相變材料耦合熱泵的制冷系數(shù)（coefficient of performance，COP）高4.01%；韓宗偉等［8］研究了太陽(yáng)能輔助相變儲(chǔ)能的熱泵系統(tǒng)，結(jié)果表明相變儲(chǔ)熱熱泵和太陽(yáng)能熱泵的COP增長(zhǎng)率分別為14.34%和15.16%。

綜上，雖然目前針對(duì)太陽(yáng)能輔助和相變蓄熱耦合熱泵的研究較多，但大多數(shù)都是關(guān)注單一太陽(yáng)能和蓄熱對(duì)系統(tǒng)的影響，而很少關(guān)注實(shí)際太陽(yáng)能結(jié)合蓄熱過(guò)程中的溫度匹配、功率匹配等關(guān)系。因此，本文將真空管集熱器、熱泵、填充床相結(jié)合，提出一種太陽(yáng)能輔助級(jí)聯(lián)型潛熱儲(chǔ)存耦合熱泵系統(tǒng)，用于滿(mǎn)足中國(guó)北方和西北村鎮(zhèn)中偏離集中供熱區(qū)域的獨(dú)立建筑供熱需求，該方法可提高太陽(yáng)能的利用率和熱泵的熱力學(xué)性能，以期為太陽(yáng)能、相變蓄熱與熱泵供熱系統(tǒng)的耦合運(yùn)行過(guò)程研究提供理論基礎(chǔ)。

1 系統(tǒng)介紹

本文提出的太陽(yáng)能熱水器潛熱儲(chǔ)存與熱泵聯(lián)合供熱系統(tǒng)如圖1所示，系統(tǒng)設(shè)計(jì)參數(shù)如表1所示。系統(tǒng)主要包括太陽(yáng)能真空管集熱器、熱泵、級(jí)聯(lián)型填充床和循環(huán)泵；其中，熱泵系統(tǒng)分為空氣作為熱源的運(yùn)行模式一和填充床作為熱源的運(yùn)行模式二兩種形式。具體流程為：在白天太陽(yáng)能充足期間，熱泵啟動(dòng)模式一，閥門(mén)V2、V3、V5和V7打開(kāi)，蒸發(fā)器Ⅰ吸收室外空氣的熱量，低溫地暖回水吸收冷凝器中的熱量后變?yōu)楦邷氐嘏┧?，為用?hù)提供熱量；蓄熱過(guò)程中，傳熱流體經(jīng)過(guò)太陽(yáng)能真空管集熱器進(jìn)行吸熱，高溫傳熱流體從級(jí)聯(lián)型填充床頂部進(jìn)入，與相變膠囊換熱后，從填充床底部流出，通過(guò)循環(huán)泵進(jìn)入太陽(yáng)能真空管集熱器吸收熱量。在夜晚，熱源由填充床單獨(dú)供熱和填充床作為低溫?zé)嵩摧o助熱泵供熱兩部分組成，當(dāng)填充床的出口溫度大于供水溫度時(shí)，閥門(mén)V1、V4和V10打開(kāi)，低溫地暖回水一部分從填充床底部進(jìn)入，通過(guò)與相變膠囊換熱后，與從頂部流出的高溫水混合，為用戶(hù)提供高溫地暖供水；當(dāng)填充床的出口溫度小于供水溫度時(shí)，熱

泵啟動(dòng)模式二，閥門(mén)V2、V3、V6、V8～V11打開(kāi)，填充床作為低溫?zé)嵩礊檎舭l(fā)器Ⅱ提供熱量，低溫地暖回水吸收冷凝器中的熱量后變?yōu)楦邷氐嘏┧疄橛脩?hù)提供熱量。

當(dāng)太陽(yáng)能光照不足導(dǎo)致輸出的熱量無(wú)法滿(mǎn)足系統(tǒng)需求時(shí)，熱泵啟動(dòng)模式一通過(guò)消耗電量來(lái)驅(qū)動(dòng)壓縮機(jī)和泵做功吸收室外空氣的熱量，滿(mǎn)足用戶(hù)的建筑負(fù)荷需求。

2 數(shù)學(xué)模型

2.1 模型假設(shè)

為了簡(jiǎn)化系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型，做如下合理假設(shè)：

1）忽略系統(tǒng)各部分的散熱以及其他外界條件（如灰塵）對(duì)系統(tǒng)的影響；

2）在蓄放熱過(guò)程中不考慮輻射傳熱和能量損失的影響，且忽略相變材料體積的變化［9］；

3）忽略系統(tǒng)泵功的影響，且在運(yùn)行過(guò)程中傳熱流體和制冷劑為穩(wěn)定狀態(tài)；

4）在熱泵系統(tǒng)中制冷劑在蒸發(fā)器出口和冷凝器出口皆為飽和狀態(tài)，通過(guò)膨脹閥的過(guò)程為等焓節(jié)流過(guò)程［10］。

2.2 真空管集熱器模型

真空管集熱器中傳熱流體為水，集熱效率由擬合公式［11］得到，如式（1）所示。

[ηSolar=a-c1Tin，HTF-TaISolar-c2Tin，HTF-Ta2ISolar] （1）

根據(jù)傳熱流體側(cè)可得真空管集熱器有效集熱量為：

[Qeff，Solar=mw?cp，HTF?（Tout，HTF-Tin，HTF）] （2）

根據(jù)太陽(yáng)輻照度可得真空管集熱器有效集熱量為：

[Qeff，Solar=ηSolar?ASolar?ISolar] （3）

結(jié)合上述，由式（1）～式（3）可得真空管集熱器出口溫度（填充床進(jìn)口溫度）為：

[Tout，HTF（t）=4ac2ISolar-2c1c2Tin，HTF（t-1）+4c1c2Ta-" " " " " " " " " Tin，HTF（t-1）2+4Tin，HTF（t-1）Ta-4T2aA+" " " " " " " " " 4c2cp，HTFmTin，HTF（t-1）+2c2cp，HTFm+" " " " " " " " " c1c2+Tin，HTF（t-1）-2TaA212-" " " " " " " " " 2c2cp，HTFm+c1c2+Tin，HTF（t-1）-2TaA] （4）

式中：[ηSolar]——集熱器熱效率；[a]——入射角修正系數(shù)；[c1]、[c2]——縱向、橫向入射角修正因子；[Tin，HTF]、[Tout，HTF]——真空管集熱器的進(jìn)出口溫度，℃；[ISolar]——太陽(yáng)輻照度，W/m2；[Ta]——室外環(huán)境溫度，℃；[Qeff，Solar]——有效太陽(yáng)能集熱量，kJ；[mw]——傳熱流體的質(zhì)量流量，kg/s；[cp，HTF]——水的比熱容，J/（kg·K）；[ASolar]——太陽(yáng)能集熱器面積，m2；[t]——時(shí)刻；[A]——集熱器面積，m2。

2.3 級(jí)聯(lián)型填充床模型

填充床采用焓孔隙率法［12］分析充能過(guò)程的相變過(guò)程，并利用該方法在FLUENT中建立凝固/熔化模型，該方法無(wú)需跟蹤兩相界面的位置。其中，相變材料和傳熱流體熱物理性質(zhì)如表2所示［13］。在填充床中根據(jù)熔點(diǎn)溫度從高到低，將1#～3#石蠟從上到下依次排列。

質(zhì)量守恒方程為：

[▽?ρv=0] （5）

動(dòng)量守恒方程［14］為：

[ρ?v?t+ρv?▽v=-▽p+μ▽2v+ρrefg1-α?T-Tref+S] （6）

能量守恒方程為：

[??tρH+▽?ρvH=▽?k▽T] （7）

式中：[▽]——矢量微分算符；[ρ]——水的密度，kg/m3；[v]——流速，m/s；[p]——壓力，Pa；[μ]——水的動(dòng)力黏度，Pa·s；[ρref]——傳熱流體的參考密度，kg/m3；[g]——重力加速度，m/s2；[α]——熱膨脹系數(shù)，K-1；[T]——相變膠囊溫度，℃；[Tref]——參考溫度，℃；[S]——?jiǎng)恿繐p失源項(xiàng)；[H]——總焓，kJ/kg；[k]——熱導(dǎo)率，W/（m·K）。

式（6）中源項(xiàng)計(jì)算為：

[S=Amushv1-β2β3+χ] （8）

式中：[Amush]——糊狀區(qū)常數(shù)，取105；[β]——相變材料的液相分?jǐn)?shù)；[χ]——為防止分子為零而設(shè)置的極小值。

相變膠囊外殼與相變材料之間的儲(chǔ)熱過(guò)程為：

[1?s·?Ts?t =" 1r2·??tr2?Ts?t" " 固態(tài)" " " " " " " 1?l·?Tl?t =" 1r2·??tr2?Tl?t" " 過(guò)渡態(tài)1" " "1?s·?Ts?t =" 1r2·??tr2?Ts?t" " " "過(guò)渡態(tài)2" "1?l·?Tl?t =" 1r2·??tr2?Tl?t" " 液態(tài)" " " " " " " "] （9）

式中：[?]——熱擴(kuò)散率，m2/s；[r]——相變膠囊內(nèi)點(diǎn)到圓心的距離，m；[Ts]、[T1]——相變材料的固液態(tài)溫度，℃；過(guò)渡態(tài)1代表從固態(tài)到液態(tài)相變材料的傳熱；過(guò)渡態(tài)2代表從液態(tài)到固態(tài)相變材料的傳熱。

相變膠囊的液相分?jǐn)?shù)［15］定義為：

[β=0" nbsp; " " " " " "，" "Tlt;Ts" " " " " " " " " 固態(tài)T-TsTl-Ts" " ，Ts≤Tlt;Tl" " 過(guò)渡態(tài)1" " " " " " " " ，Tl≤T" " 液態(tài)] （10）

2.4 熱泵系統(tǒng)模型

本文所提城市設(shè)計(jì)室內(nèi)溫度均為18 ℃，建筑面積60 m2，計(jì)算時(shí)忽略建筑類(lèi)型對(duì)設(shè)計(jì)建筑熱負(fù)荷的影響。因此，設(shè)計(jì)建筑熱負(fù)荷只依賴(lài)于環(huán)境溫度，可得到北京市設(shè)計(jì)建筑熱負(fù)荷與環(huán)境溫度的關(guān)系［16］：

[L=2.22×10-4T20-2.28T0+41.31 ] （11）

式中：[L]——設(shè)計(jì)建筑熱負(fù)荷，W/m2；[T0]——室外氣溫，℃。

采暖期設(shè)計(jì)建筑熱負(fù)荷的累積量為：

[Q=i=1tPi] （12）

[Q=Qa+QLTES+QW] （13）

式中：[Q]——建筑總熱負(fù)荷，kJ；[Qa]——熱泵模式一的供熱量，kJ；[QLTES]——填充床的供熱量，kJ；[QW]——熱泵模式二的供熱量，kJ。

熱泵系統(tǒng)有模式一和模式二兩種形式，采用R134a為有機(jī)工質(zhì)，熱泵系統(tǒng)由壓縮機(jī)、冷凝器、膨脹閥和蒸發(fā)器組成。蒸發(fā)器、壓縮機(jī)和冷凝器的能量平衡方程為：

[Qeva=me?（hout，eva-hin，eva）] （14）

[Wcom=me?（hout，com-hin，com）] （15）

[Qcon=me?（hout，con-hin，con）] （16）

式中：[Qeva]——蒸發(fā)器吸熱量，kW；[me]——制冷劑流量，kg/s；[hin，eva]、[hout，eva]——蒸發(fā)器進(jìn)出口焓，kJ/kg；[Wcom]——壓縮機(jī)做功，kW；[hin，com]、[hout，com]——壓縮機(jī)進(jìn)出口焓，kJ/kg；[Qcon]——冷凝器的放熱量，kW；[hin，con]、[hout，con]——冷凝器進(jìn)出口焓，kJ/kg。

熱泵的COP為：

[HCOP=Qcom/Wcom] （17）

式中：[HCOP]——熱泵的COP。

2.5 邊界條件

填充床初始狀態(tài)溫度為：

[Tin=Tini=TPCM] （18）

式中：[Tin]、[Tini]和[TPCM]——填充床的進(jìn)口溫度、初始溫度和相變膠囊溫度，℃。

蓄放熱過(guò)程中，進(jìn)口速度為：

[vx=0，" vy=0，" vz=vin，" z=Z，蓄熱vx=0，" vy=0，" vz=vin，" z=0，放熱] （19）

蓄放熱過(guò)程中，進(jìn)口溫度為：

[Tin=THTF（t），" ?T/?z=0，" z=Z，蓄熱Tin=THTF（t），" ?T/?z=0，" z=0 ，放熱] （20）

式中：[Z]——填充床高度，m。

3 評(píng)價(jià)指標(biāo)

為評(píng)估所提供熱系統(tǒng)的性能，本文將系統(tǒng)蓄熱量、放熱量、有效放熱率、一次能源利用率、系統(tǒng)耗電量作為評(píng)價(jià)指標(biāo)。

填充床蓄熱量和放熱量為：

[QStore=0tm?cp，HTF?Tint-Touttdt] （21）

[QRel=0tm?cp，HTF?Toutt-Tintdt] （22）

式中：[QStore]——填充床蓄熱量，kJ；[Tout]——填充床出口溫度，℃；[QRel]——填充床放熱量，kJ。

填充床有效放熱率為有效放熱量與儲(chǔ)熱量的比值，即：

[ηeff，Rel=QRelQStore] （23）

式中：[ηeff，Rel]——有效放熱率。

熱泵耗功為：

[W=i=1tQiHCOPi] （24）

式中：[W]——熱泵耗功，kJ；[i]——狀態(tài)點(diǎn)。

4 結(jié)果與討論

4.1 模型驗(yàn)證

本文除真空管集熱器和填充床在ANSYS FLUENT中建模外，其余部分的模型均在EES軟件中建立，模型驗(yàn)證如下：

圖2a為真空管集熱器的模型驗(yàn)證。實(shí)驗(yàn)從08：50開(kāi)始，到17：00結(jié)束，共計(jì)29400 s。初始實(shí)驗(yàn)條件設(shè)置為23.85 ℃，循環(huán)水流量為1 m3/h，水箱容積為0.5 m3，太陽(yáng)輻照度由小型氣象站進(jìn)行記錄以保證實(shí)驗(yàn)和模擬過(guò)程中太陽(yáng)輻照度的一致性。模擬和實(shí)驗(yàn)對(duì)比，出口溫度的最大相對(duì)誤差為8.7%。造成計(jì)算誤差的主要原因有：1）模擬過(guò)程中未考慮循環(huán)過(guò)程的能量傳遞損失；2）實(shí)驗(yàn)過(guò)程中水槽的高度差和分層特性。圖2b為填充床的模型驗(yàn)證。在填充床入口溫度為100 ℃、初始溫度為30 ℃、傳熱流體入口速度為0.01 m/s的條件下，將模擬結(jié)果與文獻(xiàn)［17］的實(shí)驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對(duì)比。結(jié)果顯示，最大相對(duì)誤差為6.8%，驗(yàn)證了填充床的有效性。誤差可能來(lái)自于與實(shí)驗(yàn)不確定性相關(guān)的假設(shè)或模擬填充床的熱損失。其中，考慮到北方冬季的太陽(yáng)輻照度和系統(tǒng)運(yùn)行的經(jīng)濟(jì)性，太陽(yáng)能集熱和填充床的運(yùn)行溫度在50～70 ℃范圍內(nèi)。

表3為空氣作為熱源時(shí)熱泵的相對(duì)誤差。與文獻(xiàn)［18］的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)相比，設(shè)置供水溫度為45 ℃，誤差均小于5.0%，驗(yàn)證了熱泵模型的準(zhǔn)確性。

4.2 換熱流體流量對(duì)蓄熱過(guò)程的影響

圖3所示為填充床換熱流體流量對(duì)蓄熱特性的影響。蓄熱過(guò)程可分為固體顯熱期、相變潛熱期、液體顯熱期和溫度衰退期4個(gè)階段。以0.05 kg/s為例分析，由于較低的換熱速率、太陽(yáng)輻照度的增大和固體相對(duì)較小的比熱，在固體顯熱期出口溫度從20 ℃迅速升至37.85 ℃；然后，填充床進(jìn)出口溫度接近3#石蠟的熔點(diǎn)溫度，進(jìn)入相變潛熱期。在58～62、48～52和38～42 ℃這3個(gè)相變過(guò)程中，進(jìn)出口溫差逐漸變小，這是由于相變過(guò)程中吸收的潛熱變化較大，相變材料溫度上升緩慢所致。在液體顯熱期，由于太陽(yáng)輻照度減小，進(jìn)出口溫度的變化也逐漸變慢。當(dāng)進(jìn)料溫度和出料溫度相等時(shí)，填料床溫度達(dá)到最大值71.5 ℃。到達(dá)溫度最高時(shí)，由于太陽(yáng)輻照度較低，傳熱流體吸收太陽(yáng)熱量后溫度低于填充床內(nèi)相變材料的溫度，此時(shí)進(jìn)入相變衰退期。

當(dāng)填充床換熱流體流量從0.05 kg/s增至0.07 kg/s時(shí)，填充床的進(jìn)出口溫度最大值由71.5 ℃降為65.75 ℃，降幅為8.04%。而當(dāng)流量增至0.09 kg/s時(shí)，相比于0.07 kg/s，填充的進(jìn)出口溫度僅降低0.3 ℃，這表明流量的增加不會(huì)無(wú)限降低填充床的最高溫度。流量增加導(dǎo)致填充床進(jìn)出口溫差變小，在同等太陽(yáng)輻照度下，吸收的熱量變小，導(dǎo)致填充床的最終溫度降低。同時(shí)，0.05、0.07、0.09 kg/s 3種流量工況下的儲(chǔ)熱量分別為209005.2、514257.6和214668 kJ。

4.3 放熱過(guò)程性能分析

白天由熱泵模式一對(duì)建筑進(jìn)行供熱，熱泵性能只受室外氣溫的影響，因此只考慮夜間系統(tǒng)性能的影響。夜間供熱期內(nèi)建筑熱負(fù)荷由填充床直接供熱和熱泵模式二兩部分滿(mǎn)足，在運(yùn)行過(guò)程中主要受填充床換熱流體流量、填充床的放熱溫度（填充床作為供熱熱源時(shí)的放熱溫度即床體溫度）和用戶(hù)回水溫度（即填充床的入口溫度）的影響。

4.3.1 填充床換熱流體流量的影響

為了分析不同填充床換熱流體流量對(duì)系統(tǒng)供熱性能的影響，分別設(shè)置流量為0.05、0.06和0.07 kg/s進(jìn)行研究。圖4所示為夜間供熱期內(nèi)填充床出口溫度和熱泵運(yùn)行模式二COP的動(dòng)態(tài)變化。在整個(gè)放熱過(guò)程中包括高溫水放熱、相變材料顯熱放熱和潛熱放熱3個(gè)部分。以0.05 kg/s為例分析，放熱開(kāi)始，低溫供暖回水從填充床底部進(jìn)入，將相變膠囊之間填充的高溫水排出；然后供熱回水與相變膠囊進(jìn)行換熱，從圖4可看出，在顯熱換熱階段，出口溫度曲線(xiàn)斜率大，換熱速率快；進(jìn)入潛熱階段后出口溫度變化趨勢(shì)接近平緩。這是因?yàn)橄啾扔跐摕幔@熱比熱容小于相變材料的潛熱，因此在3種不同熔點(diǎn)的相變材料下的放熱時(shí)間更加持久。從圖4可看出，隨著流量從0.05 kg/s增至0.06和0.07 kg/s，同一時(shí)刻流量越大填充床出口溫度越低；填充床供熱的時(shí)間從446.76 min降到338.34和285.72 min。然而，低溫水源熱泵的整體COP卻正好相反，即隨著流量的增加，整體平均從4.13降到4.03和3.97。

換熱流體流量對(duì)填充床供熱和熱泵模式二供熱的影響如圖5所示。流量從0.05 kg/s增至0.06和0.07 kg/s時(shí)，填充床供熱量隨流量的增加而降低，供熱量從151667 kJ降到151345和151225 kJ；熱泵模式二供熱量隨流量的增加而增加，供熱量從38064 kJ增至48927和56777 kJ；熱泵耗功隨流量的增加而增加，耗功從9011 kJ增至11725和13729 kJ。其中，隨著流量的增加，有效放熱率達(dá)到最大值98.3%。這是因?yàn)殡S著流量的增加，換熱量增加，熱泵直接供熱量增加，進(jìn)而降低了熱泵蒸發(fā)器進(jìn)口溫度。蒸發(fā)器進(jìn)口溫度降低導(dǎo)致熱泵模式二整體COP降低，熱泵壓縮機(jī)做功增加。因此，在滿(mǎn)足建筑熱負(fù)荷需求的同時(shí)，該系統(tǒng)應(yīng)選擇相對(duì)較小的流量。

4.3.2 放熱溫度的影響

不同太陽(yáng)輻照度下填充床溫度（放熱溫度）有所差異，本節(jié)分析系統(tǒng)在不同填充床放熱溫度下的供熱性能。圖6所示為放熱溫度變化時(shí)填充床放熱過(guò)程和熱泵模式二性能指數(shù)的變化趨勢(shì)。當(dāng)放熱溫度從76.85 ℃升至96.85 ℃時(shí)，填充床的出口溫度變化趨勢(shì)相同，不同在于同一時(shí)刻放熱溫度越高，顯熱放熱的出口溫度越高，但同一時(shí)刻的潛熱放熱階段溫度接近。從圖6可看出，隨著放熱溫度從76.85 ℃增至86.85和96.85 ℃，填充床供熱的時(shí)間從446.76 min增至471.18和487.32 min。同時(shí)，隨著放熱溫度的升高，3種工況下熱泵模式二整體平均COP分別為4.13、4.14和4.16。因此，放熱溫度的升高對(duì)顯熱放熱影響明顯，而潛熱放熱和熱泵模式二整體平均COP影響較弱。

填充床放熱溫度對(duì)填充床供熱和熱泵模式二供熱的影響如圖7所示。放熱溫度從76.85 ℃升至86.85和96.85 ℃時(shí)，填充床供熱量隨流量的增加而增加，供熱量從151667 kJ增至193759和225936 kJ；熱泵模式二供熱量隨放熱溫度的升高而減少，供熱量從38064 kJ降到37032和36300 kJ；熱泵耗功隨放熱溫度的升高而減少，做功從9011 kJ降到8732和8533 kJ。其中，隨著放熱溫度從76.85 ℃升至86.85和96.85 ℃，有效放熱率從91.4%降到78.9%和69.5%。這是因?yàn)殡S著放熱溫度的升高，顯熱放熱量增加，換熱效率提高，相變材料與循環(huán)水的溫差增大，進(jìn)而降低了相變材料放熱量，因此有效放熱率降低。在系統(tǒng)設(shè)計(jì)和運(yùn)行中，放熱溫度的升高與光照強(qiáng)度和真空管集熱面積有關(guān)。在保證建筑熱負(fù)荷需求的前提下，合適的集熱面積和匹配較低的放熱溫度才能使能源高效利用。

4.3.3 用戶(hù)回水溫度的影響

根據(jù)不同的供熱需求，在建筑地暖供熱中含有不同的供回水溫度，因此本節(jié)分析不同回水溫度對(duì)填充床放熱過(guò)程和熱泵模式二的影響，結(jié)果如圖8所示。當(dāng)回水溫度從30 ℃升至35和40 ℃時(shí)，填充床供熱的時(shí)間明顯減少，從446.76 min減至385.44和343.14 min。這是因?yàn)楫?dāng)熱源溫度相同時(shí)，回水溫度越高，放熱溫度與回水溫度的溫差越小，產(chǎn)生滿(mǎn)足供水溫度的時(shí)間則會(huì)減少。同時(shí)，從圖8可看出，隨著用戶(hù)回水溫度的升高，熱泵模式二的整體COP也在下降；回水溫度從30 ℃升至35和40 ℃時(shí)，熱泵模式二的平均整體COP從4.13降到4.08和3.94。

用戶(hù)回水溫度對(duì)填充床供熱和熱泵模式二供熱的影響如圖9所示。隨著回水溫度的升高，填充床供熱量減少，熱泵模式二供熱量增加，熱泵耗功增加。隨著回水溫度從30 ℃升至40 ℃，填充床供熱減少了38502.2 kJ。其中，隨著回水溫度從30 ℃升至35和40 ℃，有效放熱率從91.4%降到85.1%和75.2%。造成這種現(xiàn)象的原因是隨著填充床入口溫度的升高，相變材料與循環(huán)水的溫差減小，換熱效率降低，進(jìn)而造成相變材料放熱不充分，有效放熱率降低。因此用戶(hù)回水的選擇因根據(jù)填充床放熱溫度和相變材料的放熱特性進(jìn)行選擇，該系統(tǒng)的最佳供回水溫度分別為40和30 ℃。

5 結(jié) 論

本文提出一種基于太陽(yáng)能真空管輔助級(jí)聯(lián)型潛熱儲(chǔ)存耦合熱泵系統(tǒng)用于地暖供熱，充分利用太陽(yáng)能進(jìn)行儲(chǔ)熱并結(jié)合熱泵來(lái)滿(mǎn)足建筑的熱負(fù)荷需求。建立了系統(tǒng)的熱力學(xué)模型，通過(guò)熱泵COP、供熱量和有效放熱率，研究了系統(tǒng)在不同填充床換熱流體流量、放熱溫度和用戶(hù)回水溫度影響下的供熱性能，主要結(jié)論如下：

1）換熱流體流量對(duì)蓄放熱過(guò)程的影響。在蓄熱過(guò)程中，流量的增加使填充床最高溫度降低，從0.05 kg/s增至0.07 kg/s時(shí)，填充床的進(jìn)出口溫度最大值降低了8.04%。在放熱過(guò)程中，流量從0.05 kg/s增至0.07 kg/s時(shí)，填充床供熱時(shí)間減少了161.04 min，以填充床水源作為熱源運(yùn)行時(shí)熱泵整體平均性能指數(shù)下降了0.16。隨著流量的增加，有效放熱率達(dá)到最大值98.3%。

2）填充床放熱溫度對(duì)放熱過(guò)程的影響。當(dāng)放熱溫度從76.85 ℃升至96.85 ℃時(shí)，填充床供熱增加了74269 kJ，有效放熱率下降了21.9%。

3）用戶(hù)回水溫度對(duì)放熱過(guò)程的影響。當(dāng)用戶(hù)回水溫度從30 ℃升至40 ℃時(shí)，填充床供熱時(shí)間減少了103.62 min，填充床供熱減少了38502 kJ，以填充床水源作為熱源運(yùn)行時(shí)熱泵整體平均性能指數(shù)下降了0.19，有效放熱率下降了16.2%。

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PERFORMANCE STUDY OF CASCADED LATENT HEAT STORAGE COUPLED WITH HEAT PUMP

Tian Lei，Wang Jiangjiang，Zhao Lei，Wei Changqi

（Hebei Key Laboratory of Low Carbon and High Efficiency Power Generation Technology， North China Electric Power University，

Baoding 071003， China）

Abstract：To enhance the utilization of solar energy and optimize the thermodynamic performance of heat pumps， a cascaded latent heat storage coupled heat pump system is proposed for building heating. The system integrates a vacuum tube collector， a heat pump， and a packed-bed and is designed to collect solar energy while taking into account atmospheric temperature， using outdoor air as the heat source for the heat pump. In this study， thermodynamic models of the packed-bed and heat pump components are developed using the FLUENT and EES software respectively. The thermal performance of the system is analyzed with regards to the flow rate， exothermic temperature of the packed-bed， and user return water temperature. Results indicate that increasing the flow rate of the packed-bed from 0.05 kg/s to 0.07 kg/s results in a 0.16 decrease in the overall average performance of the heat pump. When the exothermic source temperature of the packed-bed is raised by 20 ℃， the heat supply of the packed bed increases by 74269 kJ， but the effective heat release rate decreases by 21.9%. Furthermore， when the user return water temperature is increased by 10 ℃， the overall average performance of the heat pump decreases by 0.19， and the effective heat release rate declines by 16.2%.

Keywords：heating； phase change materials； heat pump systems； solar evacuated tube collector； thermal performance